JP2006510545A - Method for controlling a switchable clutch in a drive train of a motor vehicle with a four-wheel drive mechanism - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、4輪駆動機構を備えた自動車両(モータビークル)の前車軸(フロントアクスル)と後車軸(リヤアクスル)の間の駆動トレイン内の切換可能なクラッチを制御するための方法に関する。 The present invention relates to a method for controlling a switchable clutch in a drive train between a front axle (front axle) and a rear axle (rear axle) of a motor vehicle (motor vehicle) equipped with a four-wheel drive mechanism.
全輪駆動される自動車両のための従来技術からは、全輪駆動車両の構造形式で1つの車軸が持続的に駆動されていて、各々第2の車軸がこの駆動トレインに言わば引っ掛けられている即ち所謂ハングオンシステム(Hang-on-System)として形成されていることが知られている。周知の1つの適用事例では後車軸が持続的に駆動され、前車軸がハングオンシステムとして接続される。そのために車両の駆動トレイン内のセンターディファレンシャルが切換可能なクラッチにより置換されていて、このクラッチを用い、ここでは前車軸が後車軸に連結され得る。 From the prior art for all-wheel drive motor vehicles, one axle is continuously driven in the form of an all-wheel drive vehicle and each second axle is hooked to this drive train. That is, it is known that it is formed as a so-called Hang-on-System. In one known application, the rear axle is driven continuously and the front axle is connected as a hang-on system. For this purpose, the center differential in the drive train of the vehicle is replaced by a switchable clutch, where the front axle can be connected to the rear axle here.
従来技術において、制御装置ロジックによる、切換可能に実施されているクラッチのコントロールでは、車軸間のタイヤ円周誤差(タイヤの大きさのずれ)は考慮されない。前車軸と後車軸の間でタイヤ円周誤差があると、全輪稼動の場合即ち車軸の固定連結時には全駆動トレインに緊張(歪み)が起こる。それにより、ドライブシャフト、プロペラシャフト、ディファレンシャルのような構成部材が比較的高く負荷されることになる。それに対応し、全ての関与構成要素は、対応する車両の限界負荷の枠内でタイヤ円周誤差に起因する追加的な負荷を伴わない場合におけるよりも大きな負荷に対して設計されなくてはならない。更にタイヤはスリップして走行し、このことは接地面においてより大きな磨耗即ち摩損を意味する。 In the prior art, the control of the clutch that is carried out in a switchable manner by the control device logic does not take into account the tire circumferential error between the axles (tire size deviation). If there is an error in the tire circumference between the front axle and the rear axle, tension (distortion) occurs in the entire drive train when all wheels are in operation, that is, when the axle is fixedly connected. Thereby, components such as a drive shaft, a propeller shaft, and a differential are subjected to a relatively high load. Correspondingly, all participating components must be designed for higher loads than in the case of no additional loads due to tire circumferential errors within the limits of the corresponding vehicle limit load. . In addition, the tires slip and run, which means greater wear or wear on the contact surface.
ハングオンシステムとして後車軸を有するシステムにおいて状況は対応的に現われる。その際、以降で本発明の実施例に関連して表されるが、前車軸ハングオンシステムの前車軸の車輪(即ち車輪の直径)が小さすぎることに関する関係は、後車軸ハングオン配置構成では後車軸の車輪(即ち車輪の直径)が小さすぎることにおいて得られ、またその逆もそうである。両方の異なるハングオンシステム間のこれらの簡単な関係に基づき、本記述の枠内では排除の意味ではなく前車軸ハングオンシステムだけに関するものとする。 The situation appears correspondingly in a system with a rear axle as a hang-on system. In this regard, the relationship relating to the fact that the front axle wheel of the front axle hang-on system (that is, the wheel diameter) is too small is described below in relation to the embodiment of the present invention. Is obtained when the wheels (ie, wheel diameter) are too small, and vice versa. Based on these simple relationships between both different hang-on systems, it is only within the scope of this description that it concerns the front axle hang-on system, not the exclusion meaning.
従来技術の本質的な短所は、固定全輪駆動の実施による、例として挙げた前記の短所を有する駆動トレインの緊張が、同意のもと甘受されるということにある。選択肢としては、例えば、特許文献1及び特許文献2の教えに従い、駆動トレイン内の強い緊張を緩和するために、切換可能なクラッチがとにかく開放される。従って、構成された各緊張は確かに補整される即ち取り除かれるが、その際に車両は、少なくともこの補整過程の期間の間、全輪特性をもはや持たないことになる。このことは、車両が、衝撃的に振舞い、また運転者にとっては殆ど予期せぬ形でこの状態ではむしろ純粋に後輪駆動又は前輪駆動の自動車両のように振舞うということを意味する。稼動事例に応じ、唐突に始まるこの過程は、車両がそれにより必然的にむしろ不安定になってしまうように、車両の走行特性に対してネガティブに作用する。
The essential disadvantage of the prior art is that the tension of the drive train with the above mentioned disadvantages due to the implementation of a fixed all-wheel drive is accepted with consent. As an option, for example, according to the teachings of
本発明の課題は、4輪駆動機構を備えた自動車両の前車軸と後車軸の間の駆動トレイン内の切換可能なクラッチを制御するための方法、及び、該当する全車両の走行動性の対応的な安全性をもち、完全な4輪駆動特性という改善された使用可能性を備えたそれに対応する装置を創作することである。 The object of the present invention is to provide a method for controlling a switchable clutch in a drive train between a front axle and a rear axle of a motor vehicle equipped with a four-wheel drive mechanism, and to determine the running mobility of all applicable vehicles. To create a corresponding device with corresponding safety and improved usability of full four-wheel drive characteristics.
前記の課題は、本発明に従い、各々の独立請求項である請求項1及び請求項14に記載した特徴により解決される。本発明の有利な他の構成は各々の下位請求項で特徴付けられている。
The object is solved according to the invention by the features described in
それによると本発明に従う方法は、クラッチが予備制御措置を介して調節可能に常にトルクを用いて付勢されることにより傑出する。このトルクは、その大きさに関し、切換可能なクラッチ自体において又は例えば制御式液圧装置において調節可能である。 According to this, the method according to the invention stands out in that the clutch is always biased with torque, adjustable via a pre-control measure. This torque can be adjusted in terms of its magnitude in the switchable clutch itself or, for example, in a controlled hydraulic device.
この発明は、車輪直径誤差(車輪直径のずれ)及びその結果として得られる全輪駆動式車両の駆動トレイン内の緊張(歪み)の場合にも完全なトルク補整は必要でないという認識を基礎にしている。それによりタイヤ許容ロジックの枠内でトルクが決定され、このトルクを用い、駆動トレインは、その都度、緊張状態にあってよい。このトルクを具現し得るために、クラッチが適切な方式でタイヤ許容ロジックに従ってコントロールされる。従ってクラッチは、走行稼動中、実質的に常に閉じられたままである。それにより全輪駆動の有利な特性を完全に利用し、本発明の他の構成では、各走行動性領域内において、前車軸と後車軸に対する駆動トレイン内の所望のトルク分配が常に実現され得て、この際、通常の使用時には、走行中において、緊張状態にある駆動トレイン内のトルク補整の目的でクラッチを開くことが回避される。それに対応し、本発明に従う方法により稼動される自動車両は、周知の車両に比べ、切換可能なクラッチの持続的な影響により、スリップ及び他のネガティブな現象を明らかに制約し、実質的に持続的に作用する全輪駆動と、高い車両安定性とをもって稼動され得る。 The invention is based on the recognition that complete torque compensation is not necessary even in the case of wheel diameter errors (wheel diameter deviation) and the resulting tension (distortion) in the drive train of an all-wheel drive vehicle. Yes. Thereby, torque is determined within the frame of the tire tolerance logic, and using this torque, the drive train may be in tension each time. In order to be able to implement this torque, the clutch is controlled in accordance with tire tolerance logic in an appropriate manner. Thus, the clutch remains substantially always closed during travel. This makes full use of the advantageous properties of all-wheel drive, and with other configurations of the present invention, the desired torque distribution in the drive train for the front and rear axles can always be achieved in each travel mobility region. In this case, during normal use, it is possible to avoid opening the clutch for the purpose of torque compensation in the drive train that is in tension during traveling. Correspondingly, the motor vehicle operated by the method according to the invention is substantially constrained by slipping and other negative phenomena due to the persistent effect of the switchable clutch compared to known vehicles. Can be operated with all-wheel drive acting on the road and high vehicle stability.
前車軸車輪が小さすぎる場合、この前車軸は、従来技術による駆動トレインでは、車軸の固定連結を用いたコンセプトにより、機関トルクが小さい際、負のトルクで走行し、これは、以降で図2の図面における細い連続線vaとして描かれている。対応的に、後車軸車輪が小さすぎる場合、この後車軸には負のトルクが予想され得て、これは図3における鎖線haで描かれている。駆動トルク分配は、タイヤ誤差及び機関トルクに依存し、より精密にはその都度のカルダントルクに依存し、このことは走行動性を多大に損なわせる。対応することが後車軸車輪が小さすぎる場合にも該当する。適切な中立的な走行状態、例えば、カーブを伴わず走行動性調整即ちDSC調整の作動を伴わず非制動で非駆動の走行時において、車輪速度又は回転数誤差に基づき、前車軸と後車軸の間のタイヤ誤差が検出される。その結果、この実施形態ではクラッチがそのために短期的にだけ開かれる。従って、その際、システムは車軸間の平均的な車輪不等の形式でその都度の条件を学習し、これらの条件には、ハングオンシステムを持続的な全輪駆動として車輪におけるスリップを伴わずに有効にさせるという目的を伴う適合された調整コンセプトが適用される。 If the front axle wheel is too small, the front axle will run with negative torque when the engine torque is small due to the concept of fixed axle connection in the prior art drive train, which is shown in FIG. It is drawn as a thin continuous line va in the drawing. Correspondingly, if the rear axle wheel is too small, a negative torque can be expected on this rear axle, which is depicted by the dashed line ha in FIG. The drive torque distribution depends on the tire error and the engine torque, and more precisely on the respective cardan torque, which greatly impairs the running dynamics. This also applies if the rear axle wheel is too small. In the appropriate neutral driving state, for example, in the case of non-braking and non-driving driving without adjusting the driving dynamics, that is, DSC adjustment without a curve, the front axle and the rear axle are based on the wheel speed or the rotational speed error. The tire error during is detected. As a result, in this embodiment, the clutch is thus opened only in the short term. Therefore, the system then learns the conditions in each case in the form of average wheel inequality between the axles, and these conditions make the hang-on system a continuous all-wheel drive without slipping on the wheels. A adapted adjustment concept with the purpose of enabling is applied.
予備制御としてのクラッチトルクの規定は、本発明の実施形態に従い、主としてアクセルペダル位置により行われ、また、車両が完全ロックされた領域の近くで運動するように、即ち車両が良好な近似として固定状態の全輪駆動の動向を示すように形成されている。この場合に車輪不等があると緊張トルクが発生し、この緊張トルクは両方の車軸における理想的なトルク経過に累積されていて、その結果、本発明に従う方法の作動を伴わない場合、部分的に極めて不利に作用する合計経過が生じる。ここで、予備制御が対応的に減少されることによりタイヤ許容ロジックが作動する。この際、考慮すべきことは、一方では緊張状態の種類及び/又はどの車軸がより小さな回転円周を有するかということであり、他方では負荷状態であり、この負荷状態は、有効なカルダントルクの符号からドラッグモード又は駆動モードとして得られる。後車軸に比べて前車軸の車輪が小さすぎる場合、駆動時には、カルダントルクがゼロから増加する場合、予備制御は、タイヤ許容ロジックにより、許容される緊張トルクへと制限される。ゼロより小さいカルダントルクのため、即ちドラッグ時のカルダントルクのためには、タイヤ許容ロジックが予備制御をカルダントルクの関与部分へと制限する。つまり、タイヤ円周誤差があるにも拘らず、車軸に対するドラッグトルクの所望の最適な分配が達成され得る。後車軸車輪が小さすぎる場合、点対称的に鏡像されたトルク曲線が得られ、その結果、駆動とドラッグ時の間の調整役割だけが交換される。走行動性のこれらの状況に対応し、タイヤ許容ロジックの作用のもと、クラッチに作用するトルクが固定され、これは、以降で、有利にも連続的な曲線経過を有する本発明の具体的な実施形態のグラフに関連して更に詳細に説明される。 The regulation of the clutch torque as a preliminary control is mainly performed by the accelerator pedal position according to the embodiment of the present invention, and is fixed so that the vehicle moves near the fully locked area, that is, the vehicle is a good approximation. It is formed to show the trend of all-wheel drive in the state. In this case, if there is a wheel inequality, a tension torque is generated and this torque is accumulated in the ideal torque course on both axles, and as a result, in the absence of the operation of the method according to the invention, a partial A total course is produced that has a very adverse effect on Here, the tire tolerance logic is activated by correspondingly reducing the preliminary control. In this context, what should be considered is on the one hand the type of tension and / or which axle has a smaller rotational circumference, and on the other hand a load condition, which is an effective cardan torque. From the sign, it is obtained as a drag mode or a drive mode. If the wheels on the front axle are too small compared to the rear axle, and when the cardan torque increases from zero during driving, the preliminary control is limited to the allowable tension torque by the tire tolerance logic. For cardan torques less than zero, i.e. cardan torques when dragging, tire tolerance logic limits the preliminary control to the part of the cardan torque involved. That is, the desired optimal distribution of drag torque to the axle can be achieved despite the tire circumference error. If the rear axle wheel is too small, a point-symmetrically mirrored torque curve is obtained, so that only the adjustment role between driving and dragging is exchanged. Corresponding to these situations of running dynamics, the torque acting on the clutch is fixed under the action of the tire tolerance logic, which in the following is an embodiment of the invention that has an advantageous continuous curve course. Further details will be described in connection with the graphs of the preferred embodiments.
本発明の有利な他の構成では、タイヤ許容ロジックが、前車軸と後車軸の間の誤差がデッドゾーン即ち作動を伴わないゾーンをあとにする場合に初めてアクティブに作動し、そのゾーンは本発明の他の構成により速度に依存して選択される。 In another advantageous configuration of the invention, the tire tolerance logic is activated only when the error between the front axle and the rear axle leaves a dead zone, i.e. a zone with no actuation, which zone is in accordance with the invention. Depending on the speed of other configurations, it is selected.
この際、本システムは、前車軸と後車軸を、分配変速機を介し、それらの車軸の少なくとも共通の平均的な速度がタイヤ誤差の場合にも調節されるように互いに連結させることにより、車軸速度を同期する。クラッチのコントロールにおいて、本発明の実施形態における前記の特徴により、制御装置ロジックの形式において、車軸間のタイヤ円周誤差は、タイヤ許容ロジックに対応し、許容可能な差トルクの決定により、制御可能なクラッチ内で考慮される。そのために本発明の実施形態では、前車軸と後車軸の回転数の測定が、既述したように、中立的な直線走行及び短期的に開かれたクラッチにおいて実施される。従って、従来技術による方法に比べ、全輪特性は、車両走行特性などの非安定性の形式に傾向してしまう状態の範囲外でのみ保証されて解消される。更に、全輪駆動特性の損失を伴うこの段階は極めて短期的に継続するだけで、更に、走行の部分において車輪不等を習得した後、測定の反復は要求されない。前車軸と後車軸の平均的な回転数差を基礎にし、生じる緊張トルクが、過度に緊張されたクラッチ即ち堅固に閉じられたクラッチの場合のために又は車輪直径誤差のために決定される。 In this case, the system connects the front axle and the rear axle to each other via a distribution transmission so that at least the common average speed of the axles is adjusted even in the case of tire errors. Synchronize speed. In the clutch control, according to the above-mentioned features in the embodiment of the present invention, in the form of the controller logic, the tire circumferential error between the axles corresponds to the tire tolerance logic and can be controlled by determining the allowable differential torque. To be considered in the clutch. Therefore, in the embodiment of the present invention, as described above, the measurement of the rotational speeds of the front axle and the rear axle is carried out in the neutral straight running and the clutch opened in the short term. Therefore, compared to the method according to the prior art, the all-wheel characteristics are guaranteed and eliminated only outside the range of conditions that tend to be instable forms such as vehicle running characteristics. Furthermore, this phase with a loss of all-wheel drive characteristics only lasts for a very short time, and furthermore, after learning wheel inequalities in the running part, repeated measurements are not required. Based on the average speed difference between the front axle and the rear axle, the resulting tension torque is determined for the case of an over-tensioned clutch or a tightly closed clutch or for wheel diameter error.
前述の形式の方法は、道路路床の高摩擦係数が標準化されている場合に、確定された車輪直径誤差に基づいて生じるトルク状況を観察することに基づく。選択的な実施形態において、本発明に従う方法は、この観察においてその都度の実際の道路状況及び摩擦係数状況が考慮されるように構成される。前述の教えに従い、前車軸と後車軸の間におけるタイヤ円周誤差による駆動トレインの緊張は、タイヤ許容ロジックにより、有意義な領域内で境界付けられる即ち移動される。しかし、起こり得る緊張の度合いは、タイヤ円周誤差と、その都度の実際の摩擦係数状況とに依存する。最初に述べた種類のタイヤ許容ロジックは、実質的に持続的に全輪駆動される車両の走行動性を改善するが、中でも変化する道路状況には適応されない。ここでは、常に、最も深刻な場合、即ち高摩擦係数を有する路床上の夏用タイヤから出発する。このことは、特徴的なカルダントルクの決定を特にもたらし、この特徴的なカルダントルクの上側では、前車軸車輪が小さすぎる場合、加速のために正に前車軸における駆動トルクを利用するために予備制御がもはや制限されない。より低い摩擦係数時には予備制御の制限は明らかにより小さなカルダントルクの場合に解消され得て、その理由は、駆動トレインが高摩擦係数におけるほど強くは緊張されないためである。 A method of the foregoing type is based on observing the torque situation that occurs based on the determined wheel diameter error when the high friction coefficient of the road bed is standardized. In an alternative embodiment, the method according to the invention is configured such that the actual road conditions and the coefficient of friction conditions are taken into account in this observation. In accordance with the foregoing teachings, drive train tension due to tire circumferential error between the front and rear axles is bounded or moved within a meaningful area by tire tolerance logic. However, the degree of tension that can occur depends on the tire circumferential error and the actual friction coefficient situation each time. The first type of tire tolerance logic improves the driving performance of a substantially all-wheel-drive vehicle, but is not particularly adapted to changing road conditions. Here, we always start with the most serious case, namely summer tires on the roadbed with a high coefficient of friction. This leads in particular to the determination of the characteristic cardan torque, above this characteristic cardan torque, if the front axle wheel is too small, it is reserved to take advantage of the driving torque on the front axle just for acceleration. Control is no longer restricted. At lower friction coefficients, the preliminary control limitation can obviously be overcome in the case of smaller cardan torques because the drive train is not as tight as at higher friction coefficients.
タイヤ許容ロジックのために入力値としては個々の車輪のタイヤ誤差が必要不可欠である。これらのタイヤ誤差は、最初に述べた測定方法では、カーブ又は走行動性調整作動などを伴わずに非制動で非駆動の走行時に、自由車輪速度に基づき、クラッチが開いている場合に検出される。このことは、クラッチが決定のために開かれなくてはならないという短所を有する。クラッチの開放は、再び、車両がこの状態で純粋な後輪駆動を有するという結果を直接的に伴う。更に、この方法では、クラッチが閉じられている場合、普通に努められる全輪駆動において、タイヤ誤差の観察可能性が失われる。 Due to the tire tolerance logic, the tire error of each individual wheel is indispensable as an input value. These tire errors are detected in the first measurement method when the clutch is open based on the free wheel speed during non-braking and non-driving without a curve or running dynamic adjustment. The This has the disadvantage that the clutch must be opened for decision. The release of the clutch again directly entails the result that the vehicle has a pure rear wheel drive in this state. Furthermore, this method loses the observability of tire errors in all-wheel drive, which is normally attempted when the clutch is closed.
この原理的な短所を完全に排除するために、選択的な方法では、特殊なクラッチトルク時に、前述のように、非制動で非駆動でありカーブの影響及び/又は調整作動を伴わないと記載された状態と同じ適切な走行状態で、前車軸と後車軸の間の回転数差が決定される。この種の2つの値ペアを基礎にし、外挿法により前車輪と後車軸の間の平均的なタイヤ誤差と、クラッチがオーバーロックされている状態で生じる緊張トルクとが検出され得る。この方法は、以降で、図面と関連し、前車軸と後車軸の間の0.6%の直径誤差の例における詳細として記載される。 In order to completely eliminate this principle disadvantage, the selective method is described as non-braking and non-driving with no influence of the curve and / or adjusting action, as described above, at a special clutch torque. The difference in rotational speed between the front axle and the rear axle is determined in the same appropriate traveling state as the generated state. Based on these two value pairs, the average tire error between the front wheels and the rear axle and the tension torque produced with the clutch overlocked can be detected by extrapolation. This method is hereinafter described in detail in connection with the drawings and in the example of a 0.6% diameter error between the front axle and the rear axle.
この方法の高精度を達成するために、識別のために使用されているクラッチトルクができるだけ異なった大きさで選択され、それにより、これらのクラッチトルクは、前車軸と後車軸の間において極めて明らかな回転数差を有する大きな支持ベースを示している。他方では、最低限必要なクラッチトルクを下回ることはなく、駆動トレイン内で最大限許容される緊張トルクを上回ることもない。 In order to achieve the high accuracy of this method, the clutch torques used for identification are selected as differently as possible, so that these clutch torques are very obvious between the front and rear axles. A large support base having a large rotational speed difference is shown. On the other hand, it does not fall below the minimum required clutch torque and does not exceed the maximum allowable tension torque in the drive train.
従って全体として本発明に従い、全ての走行状況において持続的な全輪駆動を具現する可能性が達成され、つまり特に緊張状態の補整の目的で強制される切換可能なクラッチの開放を伴うことなくである。タイヤ直径誤差の決定及び/又は監視のためにも、クラッチの開放は比較的長くある必要はない。従って本発明の有利な実施形態では切換可能なクラッチの開放が完全に排除され得る。 Thus, according to the present invention as a whole, the possibility of realizing a continuous all-wheel drive in all driving situations is achieved, i.e. without the disengagement of a switchable clutch, which is particularly forced for the purpose of tension compensation. is there. To determine and / or monitor tire diameter error, the clutch release need not be relatively long. Thus, in an advantageous embodiment of the invention, the disengagement of the switchable clutch can be completely eliminated.
従って本発明に従い、前車軸と後車軸の間でタイヤ誤差を有する車両の場合には、各状態において境界付けられて許容される駆動トレインの緊張が得られることになる。それにより、例えば、ドライブシャフト、プロペラシャフト、ディファレンシャルのような、駆動トレインの構成部材が、固定車軸連結を伴う持続的な全輪駆動の場合よりも少なく負荷される。この過程は、摩損を減少させ、寿命を長くし、コストと重量を軽減させ、その理由は、寸法決定が対応的に行われ得るためである。駆動トレインの過剰の緊張という、運転者にとって知覚可能な、操舵と走行特性に対してネガティブな影響は、克服される。更に、タイヤ摩損が減少されるが同時に車両のサイドガイドポテンシャルは減少されず、その理由は、車輪スリップが過剰の緊張により強制されないためである。更に本方法により車両内の駆動分配は、走行動性が駆動時にもドラッグ時にも改善されるように影響される。 Therefore, according to the present invention, in the case of a vehicle having a tire error between the front axle and the rear axle, the tension of the drive train that is bounded and allowed in each state is obtained. Thereby, components of the drive train, such as drive shafts, propeller shafts, and differentials, are loaded less than in the case of continuous all-wheel drive with a fixed axle connection. This process reduces wear, increases lifespan, reduces cost and weight, because sizing can be done correspondingly. The negative impact on steering and driving characteristics, perceptible to the driver, of excessive tension in the drive train is overcome. Furthermore, tire wear is reduced, but at the same time the side guide potential of the vehicle is not reduced, because wheel slip is not forced by excessive tension. Furthermore, the drive distribution in the vehicle is influenced by this method so that the running dynamics are improved both when driving and when dragging.
次に、図面に基づき、本発明の実施形態を詳細に説明する。 Next, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
図1による図面には全輪駆動式車両1の駆動トレインASの概要図が示されている。前車軸ハングオンシステムのここで見られる事例において後車軸HAは機関・変速機ユニットMGにより駆動トレインASを介して駆動される。分配変速機VG内の切換可能なクラッチKを介し、前車軸VAは駆動トレインASを介して後車軸HAと接続される。この際、クラッチKは制御ユニットSを介してコントロールされ、ここで制御ユニットSはラインLを介して前車軸VA及び後車軸HAの車輪2における回転数センサSRと接続されている。機関・変速機ユニットMGによりカルダントルクMKが切換可能なクラッチKに対して伝達され、このクラッチKの方はそのトルクを前車軸VAのプロペラシャフトトルクMG vaと後車軸HAのプロペラシャフトトルクMG haとに分配する。次に、切換可能なクラッチKのコントロールの方式と、その都度のセンサ信号の生成及び評価とを詳細に説明する。
FIG. 1 shows a schematic diagram of a drive train AS of an all-
さて、全輪駆動式車両において今までの従来技術における大きな短所は、前車軸VAと後車軸HAの間で車輪直径誤差(車輪直径のずれ)がある場合に駆動トレインAS内に緊張(歪み)が発生するということにある。しかし、例えば車両1内の異なる重量分配の結果として、車輪タイヤの不均等な損耗により、そのような車輪直径誤差を排除することはできない。それに対応し、例えばプロペラシャフトやディファレンシャルのような、駆動トレインASの全ての要素も、遥かに高い負荷のために設計されなくてはならない。全駆動システムは、走行稼動中に持続的に発生する車輪2のスリップにより、初めて、実質的に連続的に増加する駆動トレインASの緊張を補整する即ち取り除く。しかし、この過程は車輪タイヤ2の接地面領域で摩損を増加させてしまう。
Now, in the all-wheel drive type vehicle, the major disadvantage of the conventional technology is that there is tension (distortion) in the drive train AS when there is a wheel diameter error (wheel diameter deviation) between the front axle VA and the rear axle HA. Will occur. However, such wheel diameter errors cannot be eliminated due to uneven wear of the wheel tires, for example as a result of different weight distributions in the
図2の図面は、前車軸VAの車輪が小さすぎる場合に本発明の第1実施形態により発生するトルクのグラフを表している。このグラフは、例として車輪直径の0.8%誤差において、駆動トレインAS内の物理的な関係を明確化している。次に先ずは本発明に従うタイヤ許容ロジックの作動を伴わない状態を示すことにする。その後で、各々、タイヤ許容ロジックの影響が、全輪駆動の放棄に対する有意義な選択肢として、また固定連結状態の全輪駆動に対する境界付けとして示される。この際、タイヤ許容ロジックは、以下では、全輪駆動車両において対応的に形成されている制御ユニットS内で転換される方法として把握される。 The drawing of FIG. 2 represents a graph of torque generated by the first embodiment of the present invention when the wheel of the front axle VA is too small. This graph clarifies the physical relationship within the drive train AS, for example with a 0.8% error in wheel diameter. Next, the state without the operation of the tire tolerance logic according to the present invention will be described. Thereafter, the effects of tire tolerance logic are each shown as a meaningful option for abandoning all-wheel drive and as a demarcation for all-wheel drive in fixed connection. Under the present circumstances, tire tolerance logic is grasped | ascertained below as the method converted within the control unit S currently formed correspondingly in all-wheel drive vehicle.
細線va、haは、固定状態の全輪駆動を伴う車両と同様に振舞うものである、オーバーロックされている車両、即ちオーバーロックされているクラッチK(クラッチKがロックされていて(閉じられていて)緊張トルクで付勢されている状態)を伴う車両において、プロペラシャフトにおける特性、即ちトルク経過MGを各々示している。車輪直径の誤差により、後車軸HAのためのトルク経過ha並びに前車軸VAのためのトルク経過vaは、一点鎖線で記されている理想曲線に対し、所定の値分、矢印dに沿って等間隔で変位される。この変位量は、道路表面と車輪タイヤ2の接地面との間の摩擦係数状態が同じであるという前提のもと、車輪タイヤ直径誤差がより大きい場合には更に増加する。従って、ここで想定されている前車軸VAと後車軸HAの間の0.8%という誤差により、全体として、駆動トレインAS内には200Nmよりも幾らか大きな緊張トルクΔSがあることになる。比較して前車軸VAの車輪がより小さい、従って比較して速く回転する前車軸VAは、このトルクを用いて制動される。車道上の連結においては内部力即ち内部トルクに係るものなので、後車軸HAは対応的に駆動される。
The thin lines va and ha behave like a vehicle with all-wheel drive in a fixed state, that is, an overlocked vehicle, that is, an overlocked clutch K (the clutch K is locked (closed). in a vehicle with a state) that is biased by Te) tension torque, respectively show characteristics in the propeller shaft, i.e. the torque passed M G. Due to the wheel diameter error, the torque course ha for the rear axle HA and the torque course va for the front axle VA are equal to the ideal curve indicated by the one-dot chain line by a predetermined value along the arrow d, etc. Displaced at intervals. This displacement amount further increases when the wheel tire diameter error is larger under the premise that the friction coefficient state between the road surface and the ground contact surface of the
描かれているグラフにおいて、左側の半面Bは制動状態又はドラッグ状態を示していて、右側の半面Aは駆動状態を特徴付けている。小さな正のカルダントルクMKにおいて、前車軸VAは、本発明に従う調整作動を伴わず且つクラッチKがオーバーロックされている場合、駆動トレインAS内で増加する緊張に基づき、曲線vaが示すように負のトルクの領域内を進んでいく。それに対して後車軸HAは、曲線haが示すように高められた駆動トルクとして進んでいく。ここではほぼ+400Nmのところに位置する特徴的なカルダントルクMK=C以降、前車軸VAによっても駆動トルクが伝達される。この状態でタイヤ許容差Δrにより発生する車輪スリップは、車輪タイヤにおける摩損の増加をもたらす。更にそれらの車輪スリップは、車輪タイヤのサイドガイドポテンシャルを減少させ、従って自動車両の走行動性に対してネガティブな影響を及ぼす。 In the depicted graph, the left half B represents the braking or dragging state, and the right half A characterizes the driving state. At a small positive cardan torque M K , the front axle VA is as shown by the curve va on the basis of the increased tension in the drive train AS when the adjusting operation according to the invention is not involved and the clutch K is overlocked. Proceed in the negative torque region. On the other hand, the rear axle HA advances as an increased driving torque as indicated by the curve ha. Here, after the characteristic cardan torque M K = C located at approximately +400 Nm, the drive torque is also transmitted by the front axle VA. In this state, the wheel slip generated by the tire tolerance Δr causes an increase in wear in the wheel tire. Furthermore, these wheel slips reduce the side guide potential of the wheel tires and thus negatively affect the running performance of the motor vehicle.
図2の図面にグラフとして再現されている、後車軸に比べて前車軸の車輪が小さすぎる事例において、カルダントルクMKがゼロから上昇する場合の駆動事例Aでは、予備制御が、タイヤ許容ロジックにより、許容される緊張トルクΔmへと制限される。この制限は、所謂特徴的なカルダントルクCの到達に至るまで維持され、それ以降は、前車軸トルクMG vaも継続的に正になる。特徴的なカルダントルクCよりも大きいカルダントルクMKにとって、前車軸VAにおける駆動トルクを利用し得るために前記の制限は解消される。つまり、本発明の教えに従うタイヤ許容ロジックは、クラッチの予備制御を、許容される緊張トルクΔmへと減少させるものであり、図2によるグラフでは上昇するカルダントルクで見て、特徴的なカルダントルクMK=C付近の領域が到達されるまでである。切換可能なクラッチKを介した調整作動であってプロペラシャフトトルク曲線MG va MG haの経過において認識可能な強い調整作動を伴っている部分は、図2において括弧により明確化されている。つまり、例えば、前車軸VAのプロペラシャフトトルクMG vaは、クラッチKの被調整作動に従い、負荷交換時において、ほぼ−200Nmの負のトルクからここではほぼ−50Nmの値Δm上に境界付けられる。同程度なものとして、走行安定性にとって危険なこの点において、後車軸HAのプロペラシャフトトルクMG haも、ほぼ200Nmの正のトルクからほぼ50Nm上に境界付けられる。大きさ(値)からして、クラッチトルクは、その最小値をもって、クラッチKが接触状態に留まり、従って言わば直ちに各トルクがクラッチKを介して調節可能であるように選択されている。従って、車両が一定走行時に定義領域を超えて緊張することなく、完全な全輪駆動パフォーマンスが保証されている。 In the driving case A in which the cardan torque M K increases from zero in the case where the wheel of the front axle is too small compared to the rear axle, which is reproduced as a graph in the drawing of FIG. Thus, the allowable tension torque Δm is limited. This limitation is maintained until the so-called characteristic cardan torque C is reached, after which the front axle torque M G va is also continuously positive. For the cardan torque M K which is larger than the characteristic cardan torque C, the above limitation is removed because the drive torque at the front axle VA can be used. In other words, the tire tolerance logic according to the teachings of the present invention reduces the clutch preliminary control to an acceptable tension torque Δm, and is characteristic of the cardan torque as seen in the rising cardan torque in the graph of FIG. Until a region near M K = C is reached. The portion of the adjustment operation via the switchable clutch K and accompanied by a strong adjustment operation that can be recognized in the course of the propeller shaft torque curve M G va M G ha is clarified in parentheses in FIG. That is, for example, the propeller shaft torque M G va of the front axle VA is bounded from a negative torque of approximately −200 Nm to a value Δm of approximately −50 Nm in this case at the time of load exchange according to the adjusted operation of the clutch K. . As well, in this respect, which is dangerous for travel stability, the propeller shaft torque M G ha of the rear axle HA is also bounded by approximately 50 Nm above the positive torque of approximately 200 Nm. In view of the magnitude (value), the clutch torque is selected such that, with its minimum value, the clutch K remains in contact, and so to speak, each torque is immediately adjustable via the clutch K. Thus, complete all-wheel drive performance is guaranteed without tensioning beyond the defined area when the vehicle is traveling.
この際、運転者のその都度のトラクション要望は、アクセルペダル位置の勾配を介してセンサ検知される、即ちアクセルペダルインタープリタを介して確定される。前記の勾配、従って運転者により望まれる加速度が、定義された閾値を超過すると、同じタイヤ円周にとってこの状況で適合する予備制御に移行される、即ちタイヤ許容ロジックによる制限が解消され、クラッチKがオーバーロックされる。制限への復帰は急には行われず、時間遅延して行われ、このことは、ここではシステムのローパス特性により実現されている。この方法により、トラクション時には、スリップが発生し得る以前にクラッチKが閉じられる。 At this time, the driver's desired traction request is detected by the sensor via the gradient of the accelerator pedal position, that is, confirmed through the accelerator pedal interpreter. If the slope, and thus the acceleration desired by the driver, exceeds a defined threshold, the pre-control is adapted to this situation for the same tire circumference, i.e. the restriction by the tire tolerance logic is removed and the clutch K Is overlocked. Returning to the limit is not abrupt, but is delayed in time, which is here realized by the low-pass characteristics of the system. By this method, at the time of traction, the clutch K is closed before slipping can occur.
特徴的なカルダントルクMK=Cの上側では、前車軸VAにおける駆動トルクを完全に利用するために、予備制御はもはや制限されない。これらの関係は、図2の図面においてva、haの線に比べて太く描かれているプロペラシャフトトルク曲線MG va MG haの経過により明確化され、それらの曲線は、特徴的なカルダントルクMK=Cの上側の領域の対向側において、タイヤ許容ロジックの影響のもと、付属の細線からずれている。 Above the characteristic cardan torque M K = C, the preliminary control is no longer restricted in order to fully utilize the drive torque on the front axle VA. These relationships are clarified by the course of the propeller shaft torque curve M G va M G ha drawn thicker than the lines va and ha in the drawing of FIG. 2, and these curves are characteristic cardan torques. On the opposite side of the upper region of M K = C, there is a deviation from the attached fine line under the influence of the tire tolerance logic.
図2のグラフの左側の半面Bにおける機関ドラッグ(エンジンブレーキ)時、タイヤ許容ロジックの作動を伴わない場合、車両は、細線ha、vaにより特徴付けられている特性を示す:後車軸HAは明らかに正のトルクで走行し、それだけ見ても車両はまだ加速するであろう。前車軸VAだけが既に負のトルクで走行し、それにより車両は前車軸により制動減速されるであろう。 When the engine drag (engine braking) on the left half B of the graph of FIG. 2 is not accompanied by the operation of the tire tolerance logic, the vehicle exhibits characteristics characterized by thin lines ha, va: the rear axle HA is evident The car will still accelerate even if it runs with positive torque. Only the front axle VA will already run with negative torque, so that the vehicle will be braked and decelerated by the front axle.
ゼロよりも小さいカルダントルクのため、即ちドラッグB時、タイヤ許容ロジックは予備制御をカルダントルクMKの関与部分x上へと制限する。つまり、タイヤ円周誤差があるにも拘らず、車軸VA、HAに対するドラッグトルクの所望の最適な分配が達成され得る。本事例においてこの関与部分xはほぼ40%である。前車軸VAに置かれているドラッグトルクは対応的に制限され、それにより、分配変速機VGにおけるトルク清算に基づき、後車軸HAが同様にドラッグ状態に引き入れられる。しかしこの際、クラッチトルクは、領域Aと領域Bの連続移行を達成するために、許容される緊張トルクΔmよりも小さいことはない。つまり、この調整機能を装備した車両の調和した負荷交換特性が達成される。従って、前車軸VAではトルク経過MG vaが生じ、対応的に分配変速機VGではトルク清算MK=MG va+MG haが生じ、後車軸HAではトルク経過MG haが生じる。 For cardan torques less than zero, ie when dragging B, the tire tolerance logic limits the preliminary control to the part x involved in the cardan torque M K. That is, the desired optimum distribution of the drag torque with respect to the axles VA and HA can be achieved despite the tire circumferential error. In this example, this part x is approximately 40%. The drag torque placed on the front axle VA is correspondingly limited, so that the rear axle HA is similarly drawn into the drag state based on torque settlement in the distribution transmission VG. However, at this time, the clutch torque is not smaller than the allowable tension torque Δm in order to achieve the continuous transition between the region A and the region B. In other words, a harmonized load exchange characteristic of a vehicle equipped with this adjustment function is achieved. Accordingly, a torque course M G va is generated in the front axle VA, and a corresponding torque clearing M K = M G va + MG ha occurs in the distribution transmission VG, and a torque course M G ha occurs in the rear axle HA.
図3による図面は、図2に対応する他のグラフの形式で、前車軸VAに対して後車軸HAの車輪が小さすぎる場合に駆動トレインAS内で発生するプロペラシャフトトルクMGを示している。このグラフでは再び例として0.8%の車輪直径の誤差が表されている。それに対応し、結果として得られる駆動トレインASの緊張トルクは、ここでもほぼ200Nmに位置する。車軸HA、VAに対する作用が反対にされている。後車軸HAの車輪が小さい、従って前車軸VAに対して相対的により速く回転する後車軸HAが、ここでは制動される。それに対し、前車軸VAは駆動される。つまり図2及び図3のグラフは実質的に互いに点対称鏡像のような状況にある。 The drawing according to FIG. 3 shows, in the form of another graph corresponding to FIG. 2, the propeller shaft torque M G generated in the drive train AS when the wheels of the rear axle HA are too small relative to the front axle VA. . In this graph, the error of the wheel diameter of 0.8% is shown again as an example. Correspondingly, the resulting drive train AS tension torque is again approximately 200 Nm. The effect on the axles HA, VA is reversed. The rear axle HA, whose wheels on the rear axle HA are small and therefore rotates faster relative to the front axle VA, is braked here. On the other hand, the front axle VA is driven. That is, the graphs of FIGS. 2 and 3 are substantially in a state of point-symmetric mirror images.
後車軸車輪が小さすぎる場合、タイヤ許容ロジックは、ゼロよりも大きなカルダントルクMKのため、即ち駆動事例A時、前車軸VAに行く駆動トルクがカルダントルクMKの関与部分xへと固定されることによって予備制御を制限する。つまり、分配変速機VGにおけるトルク清算に応じ、後車軸HAは同様に駆動トルクを、太線MG haにより描かれているように置くことになる。駆動トルク分配はパラメータxの選択により予め定められ、パラメータxはここでは再び40%の値を有する。それに対応し、最適の駆動分配が予め定められ、この際、駆動Aとドラッグ事例Bの間の連続移行のために、ここでも50Nmという最小クラッチトルクΔmが得られる。 If the rear axle wheel is too small, the tire tolerance logic is for a cardan torque M K greater than zero, that is, in drive case A, the drive torque going to the front axle VA is fixed to the involved part x of the cardan torque M K. Limiting the preliminary control. That is, according to the torque settlement in the distribution transmission VG, the rear axle HA similarly places the drive torque as depicted by the thick line M G ha . The drive torque distribution is predetermined by the selection of parameter x, which again has a value of 40% here. Correspondingly, an optimal drive distribution is predetermined, with a minimum clutch torque Δm of 50 Nm again being obtained here for the continuous transition between drive A and drag case B.
機関ドラッグ事例Bにおいて、MK=0の領域におけるクラッチトルクは、後車軸HAにおけるドラッグトルクを減少させるために、制御によりほぼ50Nmの値Δmに制限される。それからの結果として、分配変速機VGにおけるトルク清算に応じ、前車軸VAではトルク経過MG vaが生じ、後車軸HAではトルク経過MG haが生じる。つまり機関ドラッグトルク調整(エンジン・ドラッグトルク・コントロール)との共同作用においてここでも調和した負荷交換特性が得られる。 In engine drag case B, the clutch torque in the region of M K = 0 is limited to a value Δm of approximately 50 Nm by the control in order to reduce the drag torque on the rear axle HA. As a result, a torque course M G va is generated in the front axle VA and a torque course M G ha is generated in the rear axle HA in accordance with the torque settlement in the distribution transmission VG. In other words, a load exchange characteristic harmonized with the engine drag torque adjustment (engine drag torque control) can be obtained here.
車輪直径誤差により常に駆動トレインAS内で増加する緊張トルクの影響は車両の速度に依存する。つまりv=0の速度では確かに調整作動の誘因はなく、それに対してv=100km/hの速度では走行動性を守るために本発明に従うタイヤ許容ロジックの作動が既に有意義であり得る。更に、前車軸及び後車軸における車輪2の車輪直径の誤差、即ち半径誤差(半径のずれ)Δrが大きい場合、誤差が小さい場合におけるよりもむしろ調整作動が必要である。図4の図面には例として速度vに対する半径誤差Δrの関係が描かれている。図2及び図3のグラフに基づき、比較して前車軸車輪が小さすぎる状況と、比較して後車軸車輪が小さすぎる状況とが互いに鏡像的な状態にあるので、前車軸VAの車輪2と後車軸HAの車輪2の間における半径誤差Δrの値だけが観察される。平均的な半径誤差Δrが、速度に依存するデッドゾーン、即ち速度に依存し且つ調整を伴わないゾーンNをあとにすると、タイヤ許容ロジックは、領域Rで示唆されているように、予備制御の制限としてアクティブになる。つまり、v=100km/hの速度で0.3の半径誤差Δrにおいて調整は実施されず、また、v=130km/hの速度で同じ半径誤差Δrではタイヤ許容ロジックが既にアクティブとなっている。
The effect of tension torque, which always increases in the drive train AS due to wheel diameter error, depends on the speed of the vehicle. In other words, there is certainly no incentive for the adjustment operation at the speed of v = 0, whereas the operation of the tire tolerance logic according to the present invention may already be meaningful at the speed of v = 100 km / h in order to protect the running mobility. Further, when the error of the wheel diameter of the
タイヤ許容ロジックの前述の第1の試みでは、その都度、車軸間の平均的な車輪直径誤差を確定するために、前車軸VA及び後車軸HAの自由回転する車輪2が調べられる。それに従い、この測定のためには強制的にクラッチKが、少なくとも短い測定時間の間、完全に開かれる必要があり、この際、この測定時間中、駆動機構の全輪特性は使用可能な状態にはなく、完全に開かれたクラッチは、それを閉じる場合には、延長された反応時間、即ち応答時間を有することになる。
In each of the aforementioned first attempts of tire tolerance logic, the freely rotating
しかし、実際に生じる緊張(歪み)は、平均的な車輪直径誤差の他、極めて本質的なものとして、その都度の実際の路床の摩擦係数μと、車輪タイヤの特性とに依存する。前述のタイヤ許容ロジックの形式の予備制御は、変化する道路状況には適合されない。極めて深刻な場合を常に出発点とする:高摩擦係数・路盤上の夏用タイヤである。特にこのことは特徴的なカルダントルクCの決定をもたらし、このカルダントルクCの上側では、前車軸車輪が小さすぎる場合、前車軸VAにおける駆動トルクを利用するために、予備制御はもはや制限されない。摩擦係数が低い場合、予備制御の制限は、カルダントルクが明らかにより小さい場合に解消され、その理由は、駆動トレインが高摩擦係数におけるほど強く緊張していないためである。 However, the actual tension (distortion) depends on the actual roadbed friction coefficient μ in each case and the characteristics of the wheel tire, in addition to the average wheel diameter error. Preliminary controls in the form of tire tolerance logic described above are not adapted to changing road conditions. A very serious case is always the starting point: high friction coefficient, summer tires on the roadbed. In particular, this leads to a characteristic determination of the cardan torque C. Above this cardan torque C, if the front axle wheels are too small, the preliminary control is no longer limited to take advantage of the driving torque on the front axle VA. When the coefficient of friction is low, the preliminary control limitation is lifted when the cardan torque is clearly smaller, because the drive train is not as tight as at the high coefficient of friction.
タイヤ許容ロジックのための入力値としては個々の車輪のタイヤ誤差が必要不可欠である。これらのタイヤ誤差は、最初に述べた測定方法において、カーブや走行動性調整作動を伴わず非制動で非駆動の走行時の適切な走行状態で、自由車輪速度に基づき、クラッチが開かれている場合に検出される。このことは、決定のためにクラッチが開かれなくてはならないという短所を有する。またクラッチのこの開放は、直接的に、車両がこの状態で純粋な後輪駆動を有するという結果を伴う。更にこの方法において、タイヤ誤差の観察可能性は、クラッチが閉じている場合に普通に努められる全輪駆動時には失われてしまう。 The tire error of each wheel is indispensable as an input value for the tire tolerance logic. These tire errors are due to the fact that in the measurement method described at the beginning, the clutch is opened based on the free wheel speed in an appropriate running state during non-braking and non-driving running without curve or running mobility adjustment operation. Is detected. This has the disadvantage that the clutch has to be opened for a decision. This release of the clutch also directly results in the vehicle having pure rear wheel drive in this state. Furthermore, in this method, the observability of tire errors is lost during all-wheel drive, which is normally attempted when the clutch is closed.
この原則的な短所を排除するために、選択的な方法では、非制動で非駆動でありカーブ作動及び/又は調整作動を伴うことなくと前述されているものと同じ適切な走行状態で、特殊なクラッチトルクにおいて、摩擦係数に依存した前車軸と後車軸の間の回転数差が決定される。図5の図面は、この方法を、前車軸の車輪と後車軸の車輪の間の0.6%の直径誤差を例として具現化している:クラッチトルクMkupの予め調節される値のために、クラッチトルクMkupと回転数誤差Δnから値ペアが形成される。前車軸VAと後車軸HAの間の回転数差はクラッチトルクに線形的に依存する。それにより、クラッチトルクMkupの測定点a、bのこの種の2つの値ペア間では、線形外挿法により、P1において即ち縦座標部分においては、前車軸VAと後車軸HAの間のタイヤ誤差Δrが検出され得て、P2において即ち横座標との交差点においては、クラッチKのオーバーロックされている状態で駆動トレインAS内に生じるであろう緊張トルクが検出され得る。 In order to eliminate this principle disadvantage, the selective method is not braked and non-driven, with special driving conditions similar to those described above, without curve operation and / or adjustment operation. At a certain clutch torque, the rotational speed difference between the front axle and the rear axle depending on the friction coefficient is determined. The drawing of FIG. 5 embodies this method with an example of a 0.6% diameter error between the front and rear axle wheels: for a pre-adjusted value of the clutch torque M kup A value pair is formed from the clutch torque M kup and the rotation speed error Δn. The rotational speed difference between the front axle VA and the rear axle HA depends linearly on the clutch torque. Thereby, between two such value pairs of the measuring points a, b of the clutch torque M kup , by linear extrapolation, at P 1 , ie in the ordinate part, between the front axle VA and the rear axle HA. The tire error Δr can be detected, and at P 2 , ie at the intersection with the abscissa, the tension torque that will occur in the drive train AS with the clutch K overlocked can be detected.
点P1は、通常時における値、即ち強すぎる摩損が車輪タイヤにない及び/又は圧力損失がない場合における値として固定されている。それに対してP2は、図5の描写で示唆されているように、その都度の実際の摩擦係数μに依存する:クラッチが開かれている場合、即ちMkup=0Nmの場合、前車軸VAと後車軸HAの間の回転数差はタイヤ誤差Δrに対応して生じる、即ち、前車軸VAと後車軸HAの間の誤差Δrは回転数差Δnから導き出され得る。Δrは純粋に幾何学的形状によって決定され、従って摩擦係数に依存しない。タイヤの損耗は極めてゆっくりと進行し、その結果、その大きさは、タイヤにおける圧力損失が発生しないのであれば、対応的に緩慢な動向を示す。 The point P 1 is fixed as a value in the normal state, that is, a value when there is no excessively strong wear in the wheel tire and / or no pressure loss. P 2 , on the other hand, depends on the actual friction coefficient μ in each case, as suggested in the depiction in FIG. 5: when the clutch is open, ie when M kup = 0 Nm, the front axle VA The rotational speed difference between the rear axle HA and the rear axle HA occurs corresponding to the tire error Δr, ie the error Δr between the front axle VA and the rear axle HA can be derived from the rotational speed difference Δn. Δr is determined purely by the geometry and is therefore independent of the coefficient of friction. Tire wear progresses very slowly, so that its magnitude shows a correspondingly slow trend if no pressure loss occurs in the tire.
クラッチトルクMkupが増加されると回転数差Δnは小さくなる。それらの車軸は益々と同期される。最大緊張トルクΔSmaxに対応し且つここではほぼ160Nmに位置する特殊なクラッチトルクMkup以降、回転数差Δnはゼロとなり、横座標との交差点P2に達している。このことはクラッチKの部分ロック状態からオーバーロック状態への移行である。最大緊張トルク、即ちオーバーロックされた状態のための緊張トルクΔSmaxは、前車軸VAと後車軸HAの間の誤差の大きさと、車軸負荷と、タイヤ特性と、実際の摩擦係数とに依存する。車軸負荷は車両形状と縦加速度を介して十分に正確に認識されていて、それにより、タイヤ特性と摩擦係数、即ち車輪スリップ経過が、本質的であり未知の影響量として見なされ得る。 When the clutch torque M kup is increased, the rotational speed difference Δn decreases. Their axles are increasingly synchronized. After a special clutch torque M kup that corresponds to the maximum tension torque ΔS max and is approximately 160 Nm here, the rotational speed difference Δn becomes zero and reaches the intersection P 2 with the abscissa. This is a transition from the partially locked state of the clutch K to the overlocked state. The maximum tension torque, ie the tension torque ΔS max for the overlocked state, depends on the magnitude of the error between the front axle VA and the rear axle HA, the axle load, the tire characteristics and the actual coefficient of friction. . The axle load is recognized sufficiently accurately via the vehicle shape and longitudinal acceleration so that the tire characteristics and the coefficient of friction, i.e. the wheel slip course, can be regarded as essential and unknown influence quantities.
横座標との交差点P2の位置は、冬の道路状況の場合、例として記入されている位置から左の方へ移動し、乾燥した夏の道路状況で車両が夏用タイヤを装備している場合、右の方へ移動し、遥かに高いμ値へと向かう。それに対応し、図2及び図3の図面内で両方の矢印dにより描かれているトルク経過ha、vaの平行変位も変化する:雪で覆われた車道における冬の状況下において、これらの曲線は互いにより近くに位置し、それに対し、夏の条件下では、間隔dがより大きくなる。それに対応し、夏に増加し、それに対して冬に減少する駆動トレインASの緊張により、特徴的なカルダントルクMK=Cは変位し、それを超過する場合、予備制御に対する調整作動が終了し、クラッチKが必要に応じて完全にロックされ得る。 The position of the intersection P 2 with the abscissa moves to the left from the position entered as an example in the case of winter road conditions, and the vehicle is equipped with summer tires in dry summer road conditions. Move to the right and move towards a much higher μ value. Correspondingly, the parallel displacements of the torque courses ha, va, depicted by both arrows d in the drawings of FIGS. 2 and 3 also change: these curves under winter conditions on a snow-covered roadway Are located closer together, whereas under summer conditions the spacing d is larger. Correspondingly, due to the tension of the drive train AS that increases in summer and decreases in winter, the characteristic cardan torque M K = C is displaced, and if it exceeds it, the adjustment operation for the preliminary control ends. The clutch K can be completely locked as required.
2つの異なるクラッチトルクを調節し、適切な走行状況におけるその都度の回転数差を検出することにより、前記のように関係が決定されている。誤差Δr並びに緊張トルクΔSmaxは線形外挿法により決定され得る。 The relationship is determined as described above by adjusting two different clutch torques and detecting the respective rotational speed differences in an appropriate driving situation. The error Δr as well as the tension torque ΔS max can be determined by linear extrapolation.
この方法において高精度を達成するためには、識別のために使用されているクラッチトルクMkupができるだけ異なった大きさで選択され、その結果、これらのクラッチトルクMkupは、前車軸VAと後車軸HAの間において極めて明らかな回転数差Δnを有する大きな支持ベースΔMを示している。他方では、最低限必要なクラッチトルクΔmを下回ることはない。ほぼ50Nmであるこの最低限必要なクラッチトルクΔmにおいて、クラッチ内のディスクは、クラッチによる任意のトルクの切換のために極端に短い反応時間即ち応答時間が実現可能である間は互いに接している。更に、点bの選択時、駆動トレインAS内で最大限許容される緊張トルクも超過されない。つまり、認識アルゴリズムのために可能なクラッチトルクMkupの領域が得られ、又は、最低限必要なクラッチトルクと最大限許容される緊張トルク、従って最大クラッチトルクがこの領域から選択される。 In order to achieve high accuracy in this way, the clutch torques M kup used for identification are selected as differently as possible, so that these clutch torques M kup are compared with the front axle VA and the rear axle. A large support base ΔM is shown having a very obvious rotational speed difference Δn between the axles HA. On the other hand, it does not fall below the minimum required clutch torque Δm. At this minimum required clutch torque Δm, which is approximately 50 Nm, the disks in the clutch are in contact with each other while an extremely short reaction time or response time is feasible for switching any torque by the clutch. Furthermore, the maximum allowable torque in the drive train AS is not exceeded when the point b is selected. That is, a region of possible clutch torque M kup for the recognition algorithm is obtained, or the minimum required clutch torque and the maximum allowable tension torque, and thus the maximum clutch torque, are selected from this region.
従って、前車軸VAと後車軸HAの間の誤差Δrの決定は、有利には、部分ロックされた状態で可能である。この誤差は、部分ロックされた状態でむしろ観察可能且つ監視可能である。このためにクラッチKは開かれる必要はもはやなく、このことは全輪駆動の使用可能性を対応的に装備された車両において著しく向上させる。例えばタイヤにおける圧力損失やタイヤ摩損による、前車軸VAと後車軸HAの間の誤差Δrの変化は、適当な走行状況時に準連続的にクラッチを開くことなく認識され得る。タイヤ許容ロジックは対応的に適合される。 Therefore, the determination of the error Δr between the front axle VA and the rear axle HA is advantageously possible in a partially locked state. This error is rather observable and monitorable in the partially locked state. For this purpose, the clutch K no longer needs to be opened, which significantly improves the availability of all-wheel drive in a correspondingly equipped vehicle. For example, a change in the error Δr between the front axle VA and the rear axle HA due to a pressure loss or tire wear in the tire can be recognized without opening the clutch semi-continuously in an appropriate driving situation. Tire tolerance logic is correspondingly adapted.
緊張トルクΔSmaxの認識から、特徴的なカルダントルクCが導き出され、このカルダントルクCの上側ではVAの車輪が小さすぎる場合に予備制御がもはや制限されない。それにより、摩擦係数が低い場合、予備制御の制限は、明らかにより小さなカルダントルクの場合に解消され得る。タイヤ許容ロジックは、例えば冬の道路状況に適合される。予備制御は高摩擦係数と同じ程度では減少されず、タイヤ特性及び支配的な摩擦係数、即ち対応的なスリップ経過に適応される。このことはシステム機能の最善化を導いてくれる。 From the recognition of the tension torque ΔS max , a characteristic cardan torque C is derived, above which the preliminary control is no longer restricted if the wheels of the VA are too small. Thereby, if the coefficient of friction is low, the limitation of the preliminary control can be overcome in the case of a clearly smaller cardan torque. The tire tolerance logic is adapted, for example, to winter road conditions. The preliminary control is not reduced to the same extent as the high coefficient of friction, but is adapted to the tire characteristics and the dominant coefficient of friction, ie the corresponding slip course. This leads to optimization of system functions.
周知である、緊張トルクΔSmaxと、誤差Δrと、車軸負荷とから、タイヤ縦方向剛性が良好な精度で決定され得る。このタイヤ縦方向剛性は、μ=k×sにより、車輪スリップ曲線の線形領域を表し、即ちタイヤと道路の間の摩擦係数を再現する。この情報は、例えば、前車軸トルク、ブラインドトルクなどの計算のような他の全ての分析観察の基礎となる。 From the well-known tension torque ΔS max , error Δr, and axle load, the tire longitudinal rigidity can be determined with good accuracy. The tire longitudinal rigidity represents a linear region of the wheel slip curve by μ = k × s, that is, reproduces the friction coefficient between the tire and the road. This information is the basis for all other analytical observations, for example, calculation of front axle torque, blind torque, etc.
車両のカーブ走行時、前車軸VAは、通常、所謂アッカーマン条件に基づいて後車軸HAよりも速く回転する。アナロジー観察により、この状態は、前車軸VAにおいて小さすぎる車輪タイヤを伴う走行へと転換され、対応的にタイヤ許容ロジックにより駆動トレインASの十分な支障のためにカーブ走行時にも処理される。この際、図4の図面に従うデッドゾーンNをあとにする場合、その都度に許容される緊張トルクΔmが適切な操舵角度に依存した特性曲線により予め定められる。 When the vehicle is traveling on a curve, the front axle VA usually rotates faster than the rear axle HA based on so-called Ackermann conditions. By analogy observation, this state is converted to traveling with a wheel tire that is too small on the front axle VA, and correspondingly also handled during curve traveling due to sufficient tolerance of the drive train AS by the tire tolerance logic. At this time, when the dead zone N according to the drawing of FIG. 4 is to be followed, the allowable tension torque Δm is determined in advance by a characteristic curve depending on an appropriate steering angle.
従って、本発明に従う方法を使用することにより、駆動分配は、走行動性が駆動時並びにスリップ時の持続的な全輪駆動において改善されるように影響される。 Thus, by using the method according to the present invention, the drive distribution is affected so that the running dynamics are improved in continuous all-wheel drive during driving as well as during slipping.
1 全輪駆動式車両
2 車輪
HA 後車軸
MG 機関・変速機ユニット
AS 駆動トレイン
VG 分配変速機
K 分配変速機VGの一部としての切換可能なクラッチ
VA 前車軸
S 制御ユニット
L ライン
SR 回転数センサ
MK カルダントルク
MG プロペラシャフト内のトルク経過
MG va 前車軸VAのプロペラシャフトトルク
MG ha 後車軸HAのプロペラシャフトトルク
A 駆動状態
B ドラッグ状態
ha 後車軸HAのためのトルク経過
va 前車軸VAのためのトルク経過
ΔS 緊張トルク
C 特徴的なカルダントルク
Δm 許容される緊張トルクに減少されているクラッチトルク
x VAとHAの間の予め定められたトルク分配
MSR 機関ドラッグトルク調整
R 調整作動を伴う領域
N 調整作動を伴わない領域/デッドゾーン
v 速度
Δr 前車軸と後車軸における車輪の半径誤差
Δn 回転数誤差
Mkup クラッチトルク
a クラッチトルクMkupのテスト値即ち調節値
b クラッチトルクMkupのテスト値即ち調節値
P1 測定点
P2 測定点
DESCRIPTION OF
Claims (18)
クラッチ(K)が予備制御措置を介して調節可能に常にトルクを用いて付勢されることを特徴とする方法。 A method for controlling a switchable clutch (K) in a drive train (AS) between a front axle (VA) and a rear axle (HA) of a motor vehicle (1) having a four-wheel drive mechanism. In the method, one axle is directly driven and the other axle is connected via a clutch (K) as a hang-on system;
Method according to claim 1, characterized in that the clutch (K) is always biased with torque via a pre-control measure.
本装置が、請求項1〜14のいずれか一項を記載した方法を実施するために形成されていることを特徴とする装置。 An apparatus for controlling a switchable clutch (K) in a drive train (AS) between a front axle (VA) and a rear axle (HA) of a motor vehicle (1) having a four-wheel drive mechanism. In the apparatus, one axle (VA, HA) is directly driven, and the other axle (HA, VA) is formed via a clutch (K) as a hang-on system.
An apparatus, characterized in that the apparatus is configured to carry out the method according to any one of claims 1-14.
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Publications (2)
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Cited By (1)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2008281117A (en) * | 2007-05-10 | 2008-11-20 | Toyota Motor Corp | Driving force control device for vehicle |
Families Citing this family (21)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DE10346673A1 (en) * | 2003-10-08 | 2005-05-12 | Bayerische Motoren Werke Ag | Control system for an at least temporarily four-wheel drive motor vehicle |
DE10346671A1 (en) * | 2003-10-08 | 2005-05-12 | Bayerische Motoren Werke Ag | Control system for an at least temporarily four-wheel drive motor vehicle |
US7222011B2 (en) * | 2004-07-23 | 2007-05-22 | General Motors Corporation | Engine and driveline torque transfer device control |
DE102004046008B4 (en) * | 2004-09-16 | 2012-01-26 | Getrag Driveline Systems Gmbh | Drive train and method for driving a drive train |
DE102007021732A1 (en) | 2007-05-09 | 2008-11-20 | Agco Gmbh | Drive system for vehicles with at least two drivable vehicle axles |
FR2937298B1 (en) * | 2008-10-16 | 2011-06-10 | Renault Sas | METHOD FOR DETERMINING THE RADIUS GAP BETWEEN THE FRONT WHEELS AND THE REAR WHEELS OF A MOTOR VEHICLE. |
US8285465B2 (en) * | 2009-06-30 | 2012-10-09 | Robert Bosch Gmbh | Cooperative traction control system using dual slip controllers |
FR2958607B1 (en) * | 2010-04-12 | 2012-03-23 | Renault Sa | TORQUE DISTRIBUTION CONTROL METHOD FOR A MOTORIZED MOTOR VEHICLE WITH FOUR WHEELS AND CORRESPONDING VEHICLE |
DE102010047443A1 (en) * | 2010-10-04 | 2012-04-05 | Audi Ag | Motor vehicle with four-wheel drive |
US8498775B2 (en) * | 2011-01-10 | 2013-07-30 | GM Global Technology Operations LLC | Linear and non-linear identification of the longitudinal tire-road friction coefficient |
US8695398B2 (en) * | 2011-03-25 | 2014-04-15 | Fred M. Johnson | Intrinsically-calibrated tribometer |
US10065501B2 (en) | 2012-09-05 | 2018-09-04 | Magna Powertrain Ag & Co Kg | Control system for an all-wheel clutch |
KR101491931B1 (en) * | 2013-10-16 | 2015-02-09 | 현대다이모스(주) | Four Transfer Control Method Of Car Installed A Different Kind Of Tires |
DE102015203571A1 (en) * | 2015-02-27 | 2016-09-01 | Zf Friedrichshafen Ag | coupling device |
DE102015221368B4 (en) | 2015-11-02 | 2018-01-11 | Bayerische Motoren Werke Aktiengesellschaft | Disconnection device internal combustion engine PHEV gearbox |
KR101784150B1 (en) | 2015-12-15 | 2017-10-12 | 현대다이모스(주) | Method and apparatus for measuring clutch durability of all wheel drive vehicle |
US10137775B2 (en) * | 2016-10-21 | 2018-11-27 | Ford Global Technologies, Llc | Vehicle all-wheel drive control system |
DE102017118858A1 (en) * | 2017-08-18 | 2019-02-21 | Claas Selbstfahrende Erntemaschinen Gmbh | Drive train for driving a working aggregate of a self-propelled harvester |
KR102626406B1 (en) | 2018-12-27 | 2024-01-18 | 현대트랜시스 주식회사 | Hydraulic system checking method and apparatus of all wheel drive system |
CN112092612B (en) * | 2020-09-18 | 2021-12-07 | 中国第一汽车股份有限公司 | Four-wheel drive pure electric vehicle power system |
CN114941666B (en) * | 2022-04-02 | 2024-06-18 | 潍柴动力股份有限公司 | Clutch control method, device, electronic equipment and storage medium |
Family Cites Families (15)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
AT394686B (en) * | 1986-07-02 | 1992-05-25 | Steyr Daimler Puch Ag | MOTOR VEHICLE WITH FOUR-WHEEL DRIVE |
JP2518228B2 (en) * | 1986-09-29 | 1996-07-24 | トヨタ自動車株式会社 | Control method of four-wheel drive device |
JPH0794207B2 (en) * | 1989-04-19 | 1995-10-11 | 日産自動車株式会社 | Drive force distribution controller for four-wheel drive vehicle |
GB2239921B (en) * | 1989-11-15 | 1993-07-21 | Honda Motor Co Ltd | Power transmission apparatus for a four-wheel drive vehicle |
JP2768134B2 (en) * | 1992-05-20 | 1998-06-25 | 日産自動車株式会社 | Driving force distribution control device for four-wheel drive vehicle |
JP3301183B2 (en) * | 1993-11-24 | 2002-07-15 | 日産自動車株式会社 | Driving force distribution control device between front and rear wheels of vehicle |
US5492194A (en) * | 1993-12-23 | 1996-02-20 | Borg-Warner Automotive, Inc. | On demand vehicle drive system |
US5809443A (en) * | 1994-12-09 | 1998-09-15 | Ford Motor Company | Four-wheel drive transfer case controller with compensation for tires with different diameters |
JP3405052B2 (en) * | 1996-03-21 | 2003-05-12 | 日産自動車株式会社 | Driving force distribution control device |
DE19706720A1 (en) * | 1996-04-06 | 1997-10-09 | Volkswagen Ag | Controlling coupling between front and rear axles of motor vehicle with four wheel drive |
US6047231A (en) * | 1997-06-06 | 2000-04-04 | Ford Global Technologies, Inc. | Four wheel drive transfer case controller compatible with a spare tire |
US5979584A (en) * | 1997-07-25 | 1999-11-09 | Ford Global Technologies, Inc. | Four-wheel drive transfer case controller |
JP3934838B2 (en) * | 1999-12-03 | 2007-06-20 | 本田技研工業株式会社 | Power transmission device for four-wheel drive vehicle |
JP3525879B2 (en) * | 2000-09-19 | 2004-05-10 | 日産自動車株式会社 | Front and rear wheel torque distribution control device for four-wheel drive vehicle |
US6397139B1 (en) * | 2001-01-30 | 2002-05-28 | Ford Global Tech., Inc. | System and method for controlling a transfer case within a vehicle having variations in tire diameter |
-
2002
- 2002-12-20 DE DE10260196A patent/DE10260196A1/en not_active Withdrawn
-
2003
- 2003-12-16 EP EP03813893A patent/EP1572489B1/en not_active Expired - Lifetime
- 2003-12-16 AT AT03813893T patent/ATE464201T1/en active
- 2003-12-16 DE DE50312632T patent/DE50312632D1/en not_active Expired - Lifetime
- 2003-12-16 WO PCT/EP2003/014345 patent/WO2004058532A1/en active Application Filing
- 2003-12-16 CN CNB2003801069822A patent/CN100360335C/en not_active Expired - Lifetime
- 2003-12-16 JP JP2004562766A patent/JP4273082B2/en not_active Expired - Lifetime
- 2003-12-16 KR KR1020057010748A patent/KR20050091717A/en not_active Application Discontinuation
-
2005
- 2005-06-20 US US11/155,762 patent/US7143855B2/en not_active Expired - Lifetime
Cited By (2)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
JP2008281117A (en) * | 2007-05-10 | 2008-11-20 | Toyota Motor Corp | Driving force control device for vehicle |
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